带式输送机的减速器.doc

1、目 录一、 设计任务书二、 传动方案分析三、 电机的选择四、 传动比分配五、 运动及动力参数计算六、 带传动的设计七、 齿轮转动的设计八、 轴的结构设计九、 轴的强度计算十、 键的选择及强度计算十一、 联轴器的选择十二、 滚动轴承的选择及寿命计算十三、 密封件的选择十四、 润滑剂及润滑方式的选择十五、 参考文献一、设计任务书1、 设计题目：设计一带式输送机制减速器已知减速器的输出功率为5Kw,输出转速为140转/分，减速器的工作寿命为12年双班制工作，工作时有轻微振动，传动简图如图：2、 课程设计要求 应完成：减速器装配图一张（A2） 零件工作图二张 设计说明书一份二、 传动方案分析已知:减速

2、器输出功率Pw为5Kw；输出转速为nw为140转/分；工作时间双班制工作，连续工作时间长；工作寿命12年，较长；工作时有轻微振动，要求减震。该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅度降低了成本。减速器部分用单级圆柱齿轮减速器。计算与说明结果三、 电机的选择1. 电动机类型的选择 常用 Y 系列三相交流异步电动机。 工作机功率：Pw=5Kw 工作机转速：nw=140r/min传动装置总效率：aa=1223 （由课设P6式2-4）由课设书表2-2：机械传动和轴承等

3、效率的概略值(P6)取：V带传动效率1=0.95 滚动轴承效率2=0.99 圆柱齿轮传动九级精度效率3=0.96由式3-1得：a=电动机所需功率：Pd （见课设P6）Pd=5.59Kw 取Pe=7.5Kw，根据所需功率在（课设表161，P148）中选择具体型号。选择电动机为Y132M-4型Y132M-4电动机主要数据如下：电动机额定功率Pe7.5Kw电动机满载转速nm1440r/min电动机伸出端直径D38mm电动机伸出端轴安装长度E80mm四、 传动比分配1、 总传动比 =10.292、 各级传动比分配： 为了使传动系统结构较为紧凑，据P7所述，取V型带传动比=3，则得齿轮的传动比： 3.4

4、3初定 =3 =3.43五、 运动及动力参数计算 1、各轴的转速计算据课设P8式有：=480r/min139.9r/min 2、各轴的输入功率的计算 取电动机的所需功率Pd为设计功率，则V带传递的功率为：Pd=5.59Kw高速轴的输入功率5.590.95=5.311Kw低速轴的输入功率5.047Kw 3、各轴的输入转矩计算高速转矩105.7Nm低速转矩344.5Nm各轴功率、转速、转矩列于下表：轴名功率（Kw）转速（r/min）转矩（Nm）高速轴5.311480105.7低速轴5.047139.9344.5六、 带传动的设计外传动带选为 普通V带传动 1、 确定V带型号和带轮直径工作情况系数K

5、A：由表13-8(P218)查得KA=1.1计算功率6.149Kw选带型号：由图13-15(P219)选A型V带小带轮直径：由表13-9（P219），75mm，取112mm大带轮直径： 设，由式13-9得：332.64mm由表13-9取355mm带速v：8.45m/s带速在525m/s范围内，合适。2、 计算中心距、带长和包角初步选取中心距取，符合由式13-2得带长查表13-2，对A型带选用。再由式13-16计算实际中心距：=742.5mm3、 验算小带轮包角由式13-1得 =161.20合适。4、 求V带根数z由式13-15得今，查表13-3得：由式13-9得传动比3.20查表13-5得由查

6、表13-7得，查表13-2得，由此可得3.43取4根。5、 求作用在带轮轴上的压力查表13-1得q=0.1kg/m，故由式13-17得单根V带的初拉力：作用在轴上的压力1227.7N6、 带轮结构设计带轮宽度:查表13-10得e=15mm,fmin=9mm,取B=65mm七、 齿轮转动的设计1、 选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m 小齿轮 40Cr调质 HB1=260HBS 大齿轮 45 调质 HB2=240HBS

7、2、 初步计算齿宽系数：由表11-6取接触疲劳极限：由表11-1取 由表11-5取，(1)初步计算的许用接触应力：(2) 齿轮的圆周速度对照表11-2可知选用九级精度是合宜的。(3) 按齿面接触强度设计设齿轮按九级精度制造。取载荷系数K=1.5（表11-3），小齿轮上的转矩：取（表11-4）对标准齿轮ZH=2.5齿数取，则。故实际传动比模数：齿宽：，取。按表4-1取m=2mm，实际的，。螺旋角：=arccos=7.8o中心距齿宽b：b=dd1=164=64mm(4)验算齿轮弯曲强度齿形系数（图11-8），（图11-9），由式11-5安全。(5)圆柱齿轮的几何尺寸计算齿顶高ha=m=2mm齿根高

8、hf=1.25m=2.5mm全齿高h=ha+hf=2.25m=4.5mm顶隙c=hf-ha=0.25m=0.5mm齿顶圆直径da1=d1+2ha=64+4=68mmda2=d2+2ha=192+4=196mm齿根圆直径df1=d1-2hf=64-5=59mmdf2=d2-2hf=192-5=187mm(6)齿轮传动的作用力及计算载荷(=20o，=8o)由式11-1有Fn1=Ft1/cos=1887.5Fn2=2065N八、 轴的结构设计（一） 轴的材料选择与最小直径的确定1、高速轴（1） 轴的材料的选择由P241表14-1选用45号钢调质=650MPa（2） 初算轴的直径据表14-2，取C=1

9、10mm由式14-2得考虑到直径最小处安装大皮带轮需开一个键槽，将d加大5%后得d=25.73mm取高速轴最小直径d1=25mm据带轮轮毂长=（1.52）25=（37.550）mm，取带轮轮毂长，则与带轮配合的轴头长度亦取。2、低速轴（1） 轴的材料选择由表14-1选用45号正火（2） 初算轴的直径据表14-2，取C=110由式14-2得考虑到直径最小处安装弹性联轴器需开一个键槽，将d加大5%后得d=38.2mm，并考虑到该处安装标准弹性联轴器，配合处的直径一致，故取低速轴最小直径，轴头长度。（二）轴的结构设计1、减速器箱体尺寸计算据课设P24表5-1计算减速器箱体的主要尺寸为：箱座壁厚：=0

10、.025a+1=0.025128+1=4.2mm，箱盖壁厚1：1=0.02a+1=0.02128+1=3.56mm；箱座凸缘壁厚b：b=1.5=1.58=12mm；箱盖凸缘壁厚b1：b1=1.51=12mm；箱座底凸缘壁厚b2：b2=2.5=20mm；地脚螺钉直径及数目df，n：df=16，n=4；轴承旁连接螺栓直径d1：d1=0.75df=12mm；箱盖与箱座联接螺栓直径d2：d2=(0.50.6) df=(89.6)mm；连接螺栓直径d：d=16mm大齿轮顶圆与箱体内壁的距离1：11.2=9.6mm；齿轮端面与箱体内壁的距离2：2=8mm列表如下：名称结果箱座壁厚=8mm箱盖壁厚11=8m

11、m箱座凸缘壁厚bb=12mm箱盖凸缘壁厚b1b1=12mm箱座底凸缘壁厚b2b2=20mm地脚螺钉直径及数目df，ndf=16，n=4轴承旁连接螺栓直径d1d1=12mm箱盖与箱座联接螺栓直径d2d2=9mm连接螺栓直径dd=16mm大齿轮顶圆与箱体内壁的距离11=10mm齿轮端面与箱体内壁的距离22=10mm2、轴的结构设计（画图：见附图）(1) 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。(2) 确定轴各段直径和长度(低速轴).由装配结构草图可得出：C1=106.5

12、mm B1=58.5mm A1=58.5mm，九、 轴的强度计算低速轴的受力分析：1、绘制轴空间受力图2、作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座反力（1）H面353.3N（2）V面943.75N（3） 计算H面及V面内的弯矩，并作弯矩图H面V面（4） 计算合成弯矩并作图（5） 计算T并作图取0.6344.51000=206700Nmm（6） 计算当量弯矩并作图（7） 校核轴的强度在B处：所以低速轴B处的强度足够。在D处：所以低速轴D处的强度足够。由于在轴的直径最小处和受载最大处的强度都足够，由此可知低速轴强度足够。十、 键的选择及强度计算1、 高速轴与带轮配合处的键联接 高速轴与带轮配合处

13、用键，选用C型普通平键联接，据配合处直径d=25mm，查表10-9得bh=87，取键长L=32mm。键的有效工作长度 键的材料选用45号钢，带轮为铸铁，查表10-10得许用挤压应力，又键联接强度足够。键的标记：GB/T1096-2003键C87322、 低速轴与齿轮配合处的键联接 低速轴与齿轮配合处用键，选用A型普通平键联接，据配合处直径d=55mm，查得：bh=1610，取键长L=56mm。键的有效工作长度 键的键的材料选用45号钢，齿轮材料亦为45号钢。查得许用应力，又键联接强度足够。键的标记：GB/T1096-2003键A1610563、 低速轴与联轴器配合处的键联接低速轴与联轴器配合处

14、用键，选用C型普通平键联接，据配合处直径d=40mm，查得：bh=128，取键长L=56mm。键的有效工作长度 键的键的材料选用45号钢，联轴器为铸铁，查得许用应力，又键联接强度足够。键的标记：GB/T1096-2003键C12856十一、 联轴器的选择查P219表17-1得：据式17-1得，考虑到补偿两轴线的相对偏移和减振、缓冲等原因，选用弹性联轴器LT7型。根据与低速轴联接的轴孔直径d=40mm，轴孔长度L=65mm。该联轴器的许用转矩Tn=500Nm，许用转速。则，基本合适。十二、 滚动轴承的选择及寿命计算1、 高速轴滚动轴承的选择 根据轴的结构设计，安装轴承处的轴颈为，由于该轴没有受轴

15、向载荷的作用，且受载不大，并考虑到两轴间的距离不大，考虑到箱体上加工两轴承孔的同轴度，考虑到轴承的价格和轴承购买容易性，选用深沟球轴承，高速处两滚动轴承的型号均为6207。2、 低速轴滚动轴承的选择 低速处滚动轴承的选择与高速处滚动轴承选择类似，但由于安装轴承处的轴颈为50mm，故选低速轴处两滚动轴承的型号均为6210。3、 寿命计算（低速轴）根据已知条件，轴承预计寿命：1636512=70080小时计算输入轴承已知n2=139.9r/min两轴承径向反力Fr2=706.4N初先两轴承为深沟球球轴承6210型。其主要性能参数如下：（查课设表12-5）基本额定负荷，极限转速（脂润滑） （油润滑）

16、根据课本式16-3得基本额定动载荷由，由表16-8查得，对球轴承取。将以上有关数据代入上式，得：所以预期寿命足够，所选轴承合适。十三、 密封件的选择密封的主要目的是防止灰尘、水分等进入轴承，并阻止润滑剂的流失。因为此减速器的工作条件无特殊要求，所以选择密封圈密封即可。十四、 润滑剂及润滑方式的选择1、 齿轮润滑 因为齿轮的圆周速度v=1.61m/s12m/s，所以采用浸油润滑。据课设表15-3常用润滑油的主要性能和用途，选用L-CKC150工业闭式齿轮油，浸油深度取为浸没大齿轮齿顶10mm2、 滚动轴承因为高速轴低速轴所以高速轴和低速轴均采用润滑脂润滑，据课设表15-4常用润滑脂的主要性能和用

17、途，选用滚珠轴承脂（SH0386-1992）润滑。十五、 参考文献【1】杨可桢等编著机械设计基础北京：高等教育出版社，2006【2】唐增宝等编著机械设计课程设计武汉：华中科技大学出版社，2006【3】林光春等编著机械设计课程设计成都：四川大学出版社，2008【4】任金泉等编著机械设计课程设计西安：西安交通大学出版社，2002Pw=5Kwnw=140r/min=0.952=0.993=0.96a=0.8939Pd=5.59KwY132M-410.293.43Error! No bookmark name given.r/min139.9r/min5.311Kw5.047Kwm344.5NmKA=

18、1.16.149KwA型取Error! No bookmark name given.112mmmm8.45m/s4根。B=65mmV=1.61m/sK=1.5NZH=2.5Z2=96m=2mmd1=64mmd2=192mm取=8ob=64mm安全Ft1=1887.5NFr1=687NFn1=2008.6NFt2=1940.8NFr2=706.4NFn2=2065N高速轴:45号钢调质=650MPaC=110mmd1=25mm低速轴：45号钢正火C=110取=8mm取1=8mmd2=9mm1=10mm2=10mm取键C8732键A161056键C12856LT7联轴器高速轴承型号6207低速处轴承型号6210密封圈密封L-CKC150滚珠轴承脂（sh0386-1992）23